Реферати українською » Транспорт » Розрахунок і проектування механізму повороту керма


Реферат Розрахунок і проектування механізму повороту керма

Страница 1 из 2 | Следующая страница

Міністерство освіти і науки України

Національний аерокосмічний університет імН.Е. Жуковського

«ХАІ»

Кафедра 202

>Пояснительная записка до курсовому проекту

дисципліна Конструювання машин та правових механізмів

Розрахунок і проектування механізму повороту керма

Виконавець:

студент В.М. Поліщук

Харків - 2005


>Реферат

Цей проект є першою конструкторської роботою. Робота є завершальним етапом в циклі базових загальнотехнічних дисциплін.

Основними завданнями є:

1. розширити і поглибити знання, отримані щодо попередніх курсів;

2. засвоїти принцип розрахунку конструювання типових деталей та вузлів;

3. ознайомитися з ГОСТами тощо.

У результаті курсового проекту були спроектовані механізм повороту плеча (модуль 2), конічна передачі одноступінчастого конічного редуктора додатковаклиноременная передача, проведено перевірочні розрахунки шестерні і колеса конічній передачі, і навіть швидкохідного і тихохідного валів,болтових сполук.

У результаті розрахунків розробили такі креслення: складальний креслення одноступінчастого конічного редуктора з додатковоюклиноременной передаванням і його основних вузлів – тихохідного валу і зубчастого конічного колеса.


Вихідні дані

Кут повороту .

>Угловая швидкість повороту .

Частота обертання електродвигуна .

Момент опору повороту плеча .

Термін служби .


Запровадження

>Манипуляционний робот містить дві органічно пов'язані частини пристрій управління і маніпулятор. Пристрій управління включає у собі чутливі устрою, елементи опрацювання і збереження інформації, пристрій управління приводами. Маніпулятор з погляду механіки і теорії механізмів - складний просторовий керований механізм з кількома ступенями свободи, у якому жорсткі урбаністи і пружні ланки, передачі й приводи.

Руху маніпулятора здійснюється від приводів, які можуть опинитися розташовуватися на рухливих ланках чи рухливому підставі. Кількість приводних двигунів зазвичай одно числу ступенів свободи маніпулятора, хоча під час виконання технологічних операцій на систему можуть накладатися додаткові зв'язку. Передача руху від двигуна до ланкам механізму виконується з допомогою передатних механізмів різноманітних. Система таких механізмів при розташуванні приводів виходячи з може бути досить складної.

Технологічні можливості і конструкцію промислових роботів визначають такі основні параметри: вантажопідйомність, число ступенів рухливості, форма й розміри робочої зони, похибка позиціонування і тип системи управління.

У машинобудуванні використовують принципиагрегатно-модульного побудови промислових роботів.

>Агрегатний модуль - це функціонально і конструктивно незалежна одиниця, що можна використовувати індивідуально й у поєднанні коїться з іншими модулями з єдиною метою створити промислові роботи із наперед заданимикомпоновочними схемами, характеристиками і типом устрою управління.

Розглянемо промисловий робот обслуговування верстатів з числовим програмним управлінням ЧПУМ20П 40.01 загрегатно-модульним принципом побудови. Він призначений для автоматизації операції «>установка-снятие» заготовок і деталей, зміни інструменту та інших допоміжних операцій з обслуговування верстатів з ЧПУ.

Промисловий робот включає у собі такі механізми різного виконання: повороту (М1); піднесення та опускання (М2); висування руки (>М3);поворота пензля руки (>М4).

ЧПУ позиційного типу забезпечує управління переміщенням руки в циліндричною системі координат,цикловое управління рухами пензлі ізажимом-разжимомсхвата, подачу команд пуску циклів роботи верстатів чи іншого технічних приладів, і навіть премо відповідних команд після виконання цих циклів.

Механізм повороту керма робота (модуль М2) містить електродвигун постійного струму,зубчато-ременную і конічну передачі.

Завдання курсової проект включає у собі спрощену кінематичну схему механізму робота.Кинематическая схема фактично знімає необхідність обгрунтування вибору типу механічної передачі. Але щоб вирішити, який передатний механізм краще, необхідно врахувати умови роботи, допущені габарити, Витрати технологічність конструкції, вартість механізму, і низку інших чинників.


Список умовних позначень, символів, скорочень

 - ефективна потужність, кВт;

 - потужність двигуна, кВт;

- діаметр троса, мм;

 - діаметр барабана, мм;

 - передатне ставлення;

 - крутний момент,Нмм;

 -допускаемое контактне напруга,МПа;

 -изгибноедопускаемое напруга,МПа;

 - ділильний діаметр, мм;

 - модуль зачеплення;

 -межосевое відстань, мм;

 - діаметр вершин зубів, мм;

 - діаметр западин зубів, мм;

 - ширина зубчастого віденця, мм;

 — базове число циклів зміни напруг;

 — розрахункове число циклів зміни напруг;

 — запас міцності по нормальним напругам;

 — запас міцності по дотичним напругам;

 — динаміка загального запасу міцності;

 — окружна сила, H;

 — радіальна сила, H.


1. Визначення основних параметрів складального вузла

 

1.1Визначення потужності двигуна і елементів виконавчого органу

Потужність двигуна визначається, як

,

- ККД всього механізму, перебувають розслідування щодо формулі:

 

де - ККД муфти,

 - ККД підшипника,

 - ККД конічній звичайною зубчастою передачі,

 - ККД звичайною зубчастою ремінної передачі.

По розрахованої потужності вибираю двигун . Потужність обраного двигуна повинно перевищувати розрахованої потужності, тобто. слід вибирати з каталогу двигун найближчий більшої потужності.

З конструкторських міркувань я вибрала двигун типуПСПТ-12.

Таблиця 1 – Параметри двигунаПСПТ-12

Параметри >Размерности
Номінальна потужність, кВт 0,18
Номінальний момент, Нм 0,42
Номінальна частота обертання,мин-1 4000
>Кратность пускового моменту 9,5
Момент інерції, 10-2кгм2 0,25
Маса, кг 7,0

1.2 Визначення передатного відносини редуктора

Істинне передатне ставлення редуктора знаходимо за такою формулою:

.

>Разбиваем передатне ставлення на щаблі

,

де - передатне ставленнязубчатоременной передачі;

 - передатне ставлення конічній щаблі.


2. Розрахунок звичайною зубчастою ремінної передачі

Перспективним виглядом гнучкою зв'язку є зубчасті ремені. Вона має високу тягову спроможність населення і порівняно великий ККД. Передачі цього працюють без мастила, стійкі до дії абразивних і агресивних середовищ, прості в експлуатації.

На відміну від пласких, клинових іполиклинових передач в зубчастих ремінних передачах рух передається у вигляді сил тертя, і навіть зачепленням ременя та шківів, тобто. встановлюється досить жорстка кінематична зв'язок між провідними і відомими ланками механізмів.

Найпростіша передача з зубцюватим ременем складається з ведучого 1, відомого 2 шківів і куди входять їх зубчастого ременя 3.

Розрахунокзубчатоременной передачі ведемо у наступному послідовності.

1. Визначаємо момент, міць і частоту обертання на відомомушкивезубчатоременной передачі:

- поводить момент на провідномушкиве:

.

- момент ;

- частота обертання ;

- потужність .

2. За величиноюкрутящего моменту на провідномушкиве вибираємо модуль зубчастого ременя : .

3. Визначаємо число зубів малого (ведучого)шкива. По знаходимо, що мінімальне число зубів малогошкива повинно бути менше 12, у ролі розрахункових чисел зубів приймаємо .

4. При обраному передатному відношенні визначаємо число зубів відомогошкива за такою формулою:

.

5.Диаметри ділильних окружностей шківів розраховуємо по формулам:

;

.

6.Вичисляем швидкість ременя використовуючи залежність:

.

7. Насправді ж частота обертання відомогошкива

.


>Уточненное передатне ставлення

.

8.Межосевое відстань обчислюємо за такою формулою:

.

9. Визначаємо необхідну довжину ременя при заданомумежосевом відстані

.

10. Визначаємо число зубів ременя таокругляем його стандартного :

.

Приймаємо і уточнюємо довжину ременя

.

11. Силу, передану зубцюватим ременем, обчислюємо за такою формулою:


.

Коефіцієнт прийнято рівним одиниці для спокійній пускової навантаження .

12.Расчетнуюдопускаемую питому силу на ремені визначаємо по залежності:

,

де -допускаемая питома сила,

  - коефіцієнт передатного відносини,

,

 (дляоднороликовогоприжимного устрою).

.

13. Визначаємо числа зубів ременя, що узацеплении із головним і відомимшкивами:

;

,

;

.

Отже,

 приймаємо ;

 приймаємо .

14. Визначаємо необхідну ширину ременя:

,

де -погонная маса,

  - коефіцієнт, враховує наявність неповних витків каната у бічних поверхонь ременя.

.

Приймаємо ширину ременя відповідно до стандартним поруч .

15. Розраховуємо удільні тиску робочих поверхнях зубів ременя та порівнюємо його з припустимими :


,

де , .

З вибираємо , тобто. .

16. Значимість початкового натягу ременя обчислюємо по емпіричну залежності

.

17. Силу, діючу на вал передачі, визначаємо за такою формулою:

.

>18.Для динамічного аналізу звичайною зубчастою ремінної передачі розраховуємо критичну лінійну швидкість ременя у такому послідовності:

а, по (для ременя з ) знаходимо власну частоту:

;

б) визначаємо натяг провідною і відомою гілок ременя:

;

;


в) визначаємо деформацію один крок провідною і відомою гілок ременя:

;

,

,

>т.к. - податливість каркаса ременів.

Отже,

;

;

р) знаходимо критичну швидкість зубчастого ременя

.

Отримуємо для провідною галузі

;


для відомою ланцюга

.

Швидкість ременя . Отже, передача працює удорезонансной зони і не вимагає коригування параметрів.

Отримані внаслідок розрахунку основні параметри стандартного зубчастого ременя та шківів зведемо в табл. 2.

Таблиця 2 - Основні параметри зубчастого ременя та шківів

>Параметр Позначення

Розрахункові формули й одержують результати

розрахунку

Модуль зачеплення, мм

1,5
Кількість зубів ременя

180
Крок ременя, мм

4,71
>Ширина зуба ременя, мм

1,5
Висота зуба ременя, мм

1,2
Товщина каркаса ременя, мм

2,2
Відстань від западини зуба до нейтрального шару ременя, мм

0,4
Кут профілю зуба, град

50
>Ширина стрічки, мм

32
>Ширина зубашкива, мм

1,5
Висота зубашкива, мм

>Межосевое відстань, мм

270
>Делительний діаметр ведучогошкива, мм

45
>Делительний діаметр відомогошкива, мм

135
Діаметр вершин зубів ведучогошкива, мм

Діаметр вершин зубів відомогошкива, мм

Діаметр западин зубів ведучогошкива, мм

Діаметр западин зубів відомогошкива, мм

Радіус заокруглення голівки зуба, мм

Радіус заокруглення ніжки зуба, мм

Довжина зуба, мм


3. Розрахунок конічнійпрямозубой передачі

Прихід від електродвигуна .

Потужність,подводимая до валу шестерні .

Частота обертання шестерні .

Термін служби .

Приймаємо число зубів шестерні однакову .

По заданому передатному відношенню обчислюємо число зубів колеса:

.

Визначаємо частоти обертання і кутові швидкості валів:

— ведучого:

 

— відомого:

 .

 

3.1Проектировочний розрахунок

 

Визначення числа циклів зміни напруг колеса і шестерні і кількості зубів еквівалентних циліндричних коліс

>Числа циклів зміни напруг шестерні і колеса:

що й - кількість контактів зубів шестерні і колеса відповідно за оборот (приймаємо їх рівними 1).

>Определим числа зубів еквівалентних циліндричних коліс:

;

.

Визначення що допускаються напруг

Визначення контактних що допускаються напруг

,

де - межа контактної витривалості

 - коефіцієнт безпеки при об'ємної загартуванню дорівнює 1,1.

 - коефіцієнт, враховує шорсткість поверхні пов'язаних зубів, беруть у залежність від класу шорсткості: для 8-го класу - .

 - коефіцієнт довговічності, адже й , то  

Приймаємо окружну швидкість , для відкритих передач для .

.

Як розрахункового значення приймаємо .

Визначенняизгибних що допускаються напруг

,

адже й , то .

Коефіцієнт безпеки під час роботи зубів на вигин

,

де - коефіцієнт, враховує нестабільність властивостей матеріалу зубчастого колеса і рівень відповідальності передачі;

(для поковок) - коефіцієнт, враховує спосіб отримання заготівлі колеса.

Тоді

.

 - коефіцієнт, враховує шорсткість перехідною поверхні зуба. Для шліфованих іфрезерованних зубів при класі шорсткості не нижче 4-го .

 - коефіцієнт, враховує зміцнення перехідною поверхні зуба. За відсутності зміцнення .

 - коефіцієнт, враховує вплив двостороннього докладання навантаження: - під час роботи зубів однією стороною

 по

.

Визначення граничних що допускаються напруг

.

Визначення коефіцієнтів розрахункової навантаження

Коефіцієнти розрахункової навантаження відповідно під час розрахунків на контактну іизгибную витривалість


,

що й - коефіцієнти нерівномірності розподілу навантаження за довжиною контактних ліній ;

 - коефіцієнти динамічності навантаження .

Визначення середнього діаметра шестерні по початковому (>делительному) конусу

де за- коефіцієнт ширини шестерні щодо неї діаметра;

 - для сталевих коліс при 20-градусномузацеплении без усунення рекомендують вживати при розрахункупрямозубих конічних передач.

>Вращающий момент на валу колеса:

.

Отже,

.


З конструктивних міркувань приймаємо .

Визначення модуля загаломсечении зуба,конусного відстані і "зовнішнього окружного модуля

Модуль загаломсечении зуба

.

>Конусное відстань

,

де - ширина зубчастого віденця.

Зовнішній окружної модуль

>Округляя це значення до найближчого стандартного поГОСТ9563-60, отримуємо .

Уточнюємо і :

;


3.2Проверочний розрахунок

Перевірка передачі на контактну витривалість

,

 

- коефіцієнт, враховує форму пов'язаних поверхонь зубів;

 

- коефіцієнт, враховує механічні властивості матеріалів пов'язаних коліс;

 

- коефіцієнт, враховує сумарну довжину контактних ліній.

Уточнюємо окружну швидкість:

.

Уточнюємо коефіцієнтрасчетной навантаження:


,

 

- питома окружна динамічна сила;

 - коефіцієнт, враховує вплив виду звичайною зубчастою передачі й модифікації профілю зубів;

 - коефіцієнт, враховує вплив різниці основних кроків зачеплення зубів шестерні і колеса;

 

- питомарасчетная окружна сила у зоні найбільшої концентрації;

 

- корисна окружна сила.

>Cследовательно,

;

;

.

>Определю питому розрахункову окружну силу:

,

,

в такий спосіб, недовантаження 3,2%.

Перевірка зубів передачі наизгибную витривалість

>Определю коефіцієнти форми зубів шестерні і колеса:

 для

 для

, ,

оскільки 84,7<90,6 перевіряємо зуб шестерні:

.

,


де - коефіцієнт, враховує перекриття зубів, при 5-ї ступеня точності

; ;

 - коефіцієнт, враховує нахил зубів

.

Визначення геометричних та інших розмірів колеса і шестерні

Половини кутів при вершинах ділильних (початкових) конусів шестерні і колеса знаходимо з рівності

>Конусное (дистанційне) відстань .

>Диаметри вершин зубів великим торця рівні:

;

.

>Диаметри окружностей западин великим торця рівні:


;

.

>Угли головок і ніжок зубів шестерні і колеса відповідно рівні

Половини кутів конусів вершин зубів (>конусность заготовок) шестерні і колеса відповідно рівні:

Визначаємо діаметр отвори під вал в колесі:

,

,

.

Приймаємо з конструктивних міркувань .


4.Проектировочний і перевірочний розрахунок деяких деталей та вузлів

 

4.1 Тепловий розрахунок

Потрібно здійснити перевірку температури олії на редукторі, яка повинна перевищуватидопускаемую . Температура повітря поза корпусу редуктора . Температура олії на корпусі циліндричною передачі при безупинної роботі без штучного охолодження визначається за такою формулою:

,

де - площатеплоотдающей поверхні корпусу редуктора;

=>9…17Вт/()- коефіцієнт теплопередачі.

<.

4.2 Перевірка критерієм ">теплостойкость"

Визначення кількості тепла, що утворюється внаслідок втрат потужності.

,

деh=0,918% – ККД редуктора;

 – потужність на провідному валі:

.

Отже,

.

двигун передача редуктор шків

4.3 Розрахунок валів

Основними умовами, яким має відповідати конструкція валу є достатня міцність, забезпечує нормальну роботузацеплений і підшипників; технологічність конструкції і економію матеріалу. Як матеріалу для валів використовуютьуглеродистие і леговані стали.

Розрахунок валу виконується вчетверо етапу:

· Орієнтовний розрахунок на крутіння;

· Розрахунок на складне опір (крутіння, вигин);

· Розрахунок на витривалість.

За матеріал валів приймаємо сталь12ХН3А, з характеристикою:

- тимчасове опір розриву;

- межа витривалості за симетричного циклі напруг вигину;

- межа витривалості за симетричного циклі напруг крутіння;

-коефіцієнти чутливості матеріалу до асиметрії циклу напруг відповідно на вигині ікручении.

Орієнтовний розрахунок валів на крутіння

>Определим реквізит діаметр валу на провідномушкиве враховуючипрочностние характеристики.

 

де Т – крутний момент на валу

[>tкр] –допускаемое напруги прикручении.

 

Оскількирасчетная величина є дуже малій конструктивно для зручності й можливостішпоночного сполуки

Страница 1 из 2 | Следующая страница

Схожі реферати:

Навігація